WO2013002018A1 - ランキンサイクル - Google Patents

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WO2013002018A1
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WO
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pressure
refrigerant
temperature
cooling water
rankine cycle
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榎島　史修
井口　雅夫
英文 森
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Toyota Industries Corp
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Toyota Industries Corp
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    • F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01N5/00—Exhaust or silencing apparatus combined or associated with devices profiting by exhaust energy
    • F01N5/02—Exhaust or silencing apparatus combined or associated with devices profiting by exhaust energy the devices using heat

Definitions

  • This invention relates to the Rankine cycle.
  • the Rankine cycle is a heat exchanger that superheats the working fluid by exchanging heat between the heat medium containing heat exhausted from the internal combustion engine and the working fluid, and obtains power by expanding the working fluid in the superheated steam state.
  • the expander rotates a rotating body such as a turbine by expanding the working fluid, thereby converting the energy at the time of expansion of the working fluid into a rotational driving force, and the converted rotational driving force is used as a generator or the like. To be transmitted as power.
  • Patent Document 1 a refrigerant pump and a first heat exchanger that exchange heat between the refrigerant and the cooling water (heat medium) of the internal combustion engine in the middle of a flow path for sending the refrigerant (working fluid) to the expander, and the refrigerant And the Rankine cycle which has arrange
  • the refrigerant pump is operated when the cooling water temperature reaches 90 ° C. or higher, and the refrigerant circulating through the Rankine cycle thereby exchanges heat with cooling water of about 90 to 100 ° C. in the first heat exchanger.
  • the second heat exchanger exchanges heat with the exhaust gas of 300 to 400 ° C. to become superheated steam of about 120 to 130 ° C. and flows into the expander.
  • the amount of heat absorbed by the refrigerant through heat exchange with the heat medium made of cooling water or exhaust gas varies greatly depending on the pressure of the refrigerant even if the temperature of the heat medium is constant. Furthermore, the amount of heat absorbed by the refrigerant in heat exchange varies depending on the temperature of the heat medium even if the pressure of the refrigerant is constant. Therefore, the amount of heat absorbed by the refrigerant through heat exchange with the heat medium is affected by the pressure of the refrigerant and the temperature of the heat medium.
  • This invention was made in order to solve such a problem, and Rankine cycle which aims at increase of the heat absorption amount of the refrigerant
  • the purpose is to provide.
  • a Rankine cycle includes a first heat exchanger that exchanges heat between a working fluid and a low-temperature side heat medium in a circulation path of the working fluid, Heat exchanger for exchanging heat, fluid expander for generating driving force by expanding the working fluid, condenser for condensing the working fluid, and fluid pumping device for transferring the working fluid to the first heat exchanger
  • the pressure detector that detects the pressure of the working fluid at the inlet of the fluid expander
  • the temperature detector that detects the temperature of the low-temperature heat medium flowing into the first heat exchanger
  • the fluid A pressure adjusting means for adjusting the pressure of the working fluid at the inlet of the expander; and a control device for controlling the pressure adjusting means.
  • the control device operates according to the temperature of the low temperature side heat medium detected by the temperature detector. Saturated steam of fluid Calculating a target pressure to be under pressure or, as the pressure detected by the pressure detector reaches the target pressure,
  • the heat absorption amount of the working fluid in the first heat exchanger can be increased by controlling the temperature of the heat medium in association with the pressure of the working fluid.
  • Rankine cycle 101 according to an embodiment of the present invention and the configuration around it will be described.
  • a vehicle (not shown) including an engine 10 includes a Rankine cycle 101.
  • the Rankine cycle 101 forms a circulation path that sequentially connects the pump 111, the cooling water boiler 112, the waste gas boiler 113, the expander 114, the condenser 115, the receiver 116, and the subcooler 117, and the refrigerant that is the working fluid flows. It is supposed to be.
  • the pump 111 is operated to pump a fluid, and in this embodiment, the liquid is pumped.
  • the pump 111 shares its drive shaft 119 with the expander 114.
  • a pulley 119b is coupled to the drive shaft 119 via an electromagnetic clutch 119a.
  • the pulley 119b is connected to an engine pulley 10b connected to an engine drive shaft 10a extending from the engine 10 by a drive belt 10c.
  • the electromagnetic clutch 119a can connect or disconnect the drive shaft 119 and the pulley 119b, and is electrically connected to the ECU 140, which is a vehicle control device, to control the connecting / disconnecting operation thereof. For this reason, the rotation speed of the pump 111 depends on the rotation speed of the engine 10 or the expander 114.
  • the pump 111 constitutes a fluid pressure feeding device
  • the engine drive shaft 10a, the engine pulley 10b, the drive belt 10c, the pulley 119b, the electromagnetic clutch 119a, and the drive shaft 119 constitute a power transmission mechanism.
  • the discharge port on the downstream side of the pump 111 communicates with the refrigerant inlet of the cooling water boiler 112 via the flow path portions 1a and 1b.
  • the cooling water for cooling the engine that flows through the cooling water circuit 20 of the engine 10 and the refrigerant flow and exchange heat with each other, whereby the refrigerant can be heated.
  • the cooling water constitutes a low temperature side heat medium
  • the cooling water boiler 112 constitutes a first heat exchanger.
  • the cooling water circuit 20 extends from the engine 10 and is connected to a water pump 21 integral with the engine 10 to form a circulation flow path, a return-side water flow path 20b and 20c, and a feed-side water flow path 20a. And a radiator 22 provided between the return side water flow path 20b and a branch water flow path 20d branched from the middle of the feed side water flow path 20a and connected to the connecting portion of the return side water flow paths 20b and 20c. . And the cooling water boiler 112 is provided in the middle of the branched water flow path 20d.
  • the water pump 21 sucks the cooling water from the return side water flow path 20 c and circulates the inside of the engine 10, and then flows out into the feed side water flow path 20 a to circulate the cooling water circuit 20.
  • the radiator 22 cools the cooling water by exchanging heat between the cooling water flowing inside and the surrounding air.
  • a thermostat 23 is provided at a connection portion between the branch water channel 20d and the return side water channels 20b and 20c.
  • the thermostat 23 operates corresponding to the temperature of the cooling water.
  • the return side water flow path 20b is used to raise the temperature of the low-temperature cooling water.
  • the branch water flow path 20d is communicated with the return-side water flow path 20c, and the cooling water is not circulated to the radiator 22.
  • the thermostat 23 communicates between the return-side water flow paths 20b and 20c and distributes the cooling water to the radiator 22 in order to cool the cooling water.
  • the thermostat 23 gives priority to cooling of the cooling water, and therefore between the branch water channel 20d and the return side water channel 20c.
  • the radiator 22 is circulated through all the cooling water.
  • the refrigerant outlet of the cooling water boiler 112 communicates with the refrigerant inlet of the waste gas boiler 113 via the flow path portion 1c.
  • the refrigerant flowing out of the cooling water boiler 112 and the exhaust gas of the exhaust system 30 of the engine 10 circulate and exchange heat with each other, whereby the refrigerant can be heated.
  • the waste gas boiler 113 is provided in the middle of the exhaust flow path 30a which connects the engine 10 in the exhaust system 30 to the muffler 30b.
  • the exhaust gas constitutes a high temperature side heat medium
  • the waste gas boiler 113 constitutes a second heat exchanger.
  • the refrigerant outlet of the waste gas boiler 113 communicates with the inlet of the expander 114 that is a fluid expander via the flow path portion 1d.
  • the expander 114 rotates the drive shaft 119 together with a rotating body such as a turbine by expanding the high-temperature and high-pressure refrigerant after being heated by the cooling water boiler 112 and the waste gas boiler 113, thereby rotating driving force. It is a fluid device that gets the work by.
  • an alternator 118 having a power generation function is provided between the expander 114 and the pump 111, and the alternator 118 shares a drive shaft 119.
  • the rotational driving force generated by the expander 114 can integrally drive the alternator 118 and the pump 111 via the driving shaft 119, and the driving force of the pump 111 applied by the engine 10 is the driving shaft.
  • the alternator 118 and the expander 114 can be integrally driven via 119.
  • the flow path portions 1a, 1b, 1c, and 1d constitute the first flow path 1 that is a high-pressure side flow path of the refrigerant.
  • the alternator 118 is electrically connected to the converter 120, and the converter 120 is electrically connected to the battery 121.
  • the alternator 118 When the expander 114 rotates and drives the drive shaft 119, the alternator 118 generates an alternating current and sends it to the converter 120.
  • the converter 120 converts the sent alternating current into a direct current and supplies it to the battery 121 for charging.
  • the outlet of the expander 114 communicates with the inlet of the capacitor 115 through the flow path portion 2a.
  • the refrigerant flows and exchanges heat with the air around the condenser 115, whereby the refrigerant can be cooled and condensed.
  • the capacitor 115 constitutes a condenser.
  • the outlet of the capacitor 115 communicates with the inlet of the receiver 116 via the flow path portion 2b, and further, the outlet of the receiver 116 communicates with the inlet of the subcooler 117 via the flow path portion 2c.
  • the receiver 116 is a gas-liquid separator that includes a liquid refrigerant therein, and removes vapor components, moisture, foreign matters, and the like of the refrigerant contained in the refrigerant. Inside the subcooler 117, the liquid refrigerant sent from the receiver 116 flows and exchanges heat with the air around the subcooler 117, whereby the refrigerant can be supercooled.
  • the outlet of the subcooler 117 communicates with the suction port of the pump 111 via the flow path portion 2d, and the refrigerant flowing out of the subcooler 117 is sucked by the pump 111 and pumped again to circulate through the Rankine cycle 101.
  • the flow path portions 2a, 2b, 2c, and 2d constitute the second flow path 2 that is a low pressure side flow path of the refrigerant.
  • the Rankine cycle 101 also includes a bypass channel 3 that communicates the channel portion 1 a of the first channel 1 with the second channel 2.
  • a bypass channel 3 that communicates the channel portion 1 a of the first channel 1 with the second channel 2.
  • one end of the bypass channel 3 is connected to the connecting portion of the channel 1a and the channel 1b of the first channel 1, and the other end of the bypass channel 3 is The second channel 2 is connected to the channel 2b.
  • the Rankine cycle 101 includes a flow rate adjustment valve 130 that can open or close the bypass flow path 3 and adjust the cross-sectional area of the bypass flow path 3 in the middle of the bypass flow path 3. Yes.
  • the flow rate adjusting valve 130 is electrically connected to the ECU 140 and its operation is controlled.
  • the bypass flow path 3 and the flow rate adjusting valve 130 constitute a pressure adjusting means.
  • the Rankine cycle 101 includes a pressure sensor 131 that detects the pressure of the refrigerant flowing through the flow path portion 1d in the vicinity of the inlet of the expander 114 in the flow path portion 1d of the first flow path 1.
  • the pressure sensor 131 detects the pressure of the refrigerant at the inlet of the expander 114, that is, the pressure of the refrigerant flowing into the expander 114, and sends the detected refrigerant pressure information to the electrically connected ECU 140.
  • the pressure of the refrigerant is the same between the flow path portions regardless of whether the flow rate adjustment valve 130 is opened or closed. It may be provided in any of 1a to 1c.
  • the pressure sensor 131 constitutes a pressure detector.
  • the Rankine cycle 101 includes a cooling water temperature sensor 132 that detects the temperature of the circulating cooling water between the engine 10 and the branch water passage 20d in the feed water passage 20a of the cooling water circuit 20.
  • the cooling water temperature sensor 132 detects the temperature of the cooling water that is sent out from the engine 10 and before the heat exchange action is received by the cooling water boiler 112 or the radiator 22, and the temperature of the cooling water detected by the electrically connected ECU 140. Send information.
  • the cooling water temperature sensor 132 constitutes a temperature detector.
  • the water pump 21 is also operated to pump the cooling water.
  • the cooling water pumped out from the engine 10 circulates through the cooling water circuit 20 and returns to the engine 10 again.
  • the thermostat 23 shuts off the communication between the return side water flow paths 20b and 20c so that the cooling water is not cooled by the radiator 22 until the cooling water reaches the first operating temperature (90 ° C.) or higher.
  • the branch water channel 20d is communicated with the return side water channel 20c.
  • the cooling water exchanges heat with the refrigerant in the cooling water boiler 112.
  • exhaust gas is discharged from the started engine 10 to the exhaust system 30.
  • the discharged exhaust gas flows through the waste gas boiler 113 during the distribution process, and is then discharged from the muffler 30b to the outside of the vehicle.
  • the exhaust gas exchanges heat with the refrigerant in the waste gas boiler 113.
  • ECU 140 connects electromagnetic clutch 119a.
  • the rotational driving force of the engine 10 is transmitted to the drive shaft 119 via the engine drive shaft 10a, the engine pulley 10b, the drive belt 10c, the pulley 119b, and the electromagnetic clutch 119a, whereby the drive shaft 119 is pumped.
  • 111, the alternator 118, and the expander 114 are driven integrally.
  • the driven pump 111 pumps the refrigerant in the liquid state toward the cooling water boiler 112, and the driven expander 114 rotates the rotating body such as a turbine, thereby causing the flow path of the first flow path 1 to flow.
  • the refrigerant in the part 1 d is depressurized and sent to the flow path part 2 a of the second flow path 2.
  • the refrigerant is subjected to adiabatic pressurization by being pumped by the pump 111.
  • the temperature of the cooling water is assumed to be a temperature Tw1 (in this embodiment, 80 ° C.).
  • Tw1 in this embodiment, 80 ° C.
  • FIG. 2 the state change of the refrigerant in the circulation process of the Rankine cycle 101 is shown on the ph diagram of the refrigerant.
  • the ph diagram has an orthogonal coordinate system in which the vertical axis represents the refrigerant pressure (unit: MPa) and the horizontal axis represents the refrigerant enthalpy (unit: kJ / kg). Further, the region where the refrigerant is in the supercooled liquid state is indicated by the supercooled liquid region SL, the region where the refrigerant is in the wet steam state is indicated by the wet steam region WS, and the region where the refrigerant is in the superheated steam state is the superheated steam region. It is indicated by SS. A saturated liquid line ⁇ is shown at the boundary between the supercooled liquid region SL and the wet steam region WS, and a dry saturated vapor line ⁇ is shown at the boundary between the wet steam region WS and the superheated steam region SS.
  • the refrigerant state changes along the first cycle S1 having a trapezoidal shape with the points A1, B1, C1, and D1 as vertices. proceed.
  • the refrigerant raises its pressure from pressure P 1 to pressure P 2 and increases its temperature, and changes from the point A1 to the point B1.
  • the refrigerant increases its enthalpy from ha to hb.
  • the state of the refrigerant between point A1 and point B1 maintains a liquid state (supercooled liquid state) in the supercooled liquid region SL.
  • the refrigerant changes from a point B1 to a point P 2 Te (a point between the point B1 and the point C1 in the first cycle S1), and increases its enthalpy to he.
  • the point P 2 Te is an intersection of the isobaric line of the pressure P 2 and the isotherm of the temperature Te.
  • the refrigerant in the state between point B1 of the point P 2 Te will remain liquid in the supercooled liquid region SL (supercooled liquid state).
  • the refrigerant that has flowed out of the cooling water boiler 112 passes through the flow path portion 1c, flows into the waste gas boiler 113, is heated at an equal pressure by exchanging heat with the exhaust gas that circulates therein, and rises in temperature. It flows out as high-temperature and high-pressure superheated steam.
  • the refrigerant is further raised the temperature to maintain the pressure in the pressure P 2.
  • the refrigerant changes from the point P 2 Te to the state of the point C1, and increases its enthalpy to hc. Note that the state of the refrigerant between point P 2 Te and point C1 changes from the liquid state in the supercooled liquid region SL to the superheated steam state in the superheated steam region SS.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant in the superheated steam state that has flowed out of the waste gas boiler 113 passes through the flow path portion 1 d and flows into the expander 114.
  • the refrigerant adiabatically expands using the refrigerant pressure difference between the upstream-side channel portion 1 d and the downstream-side channel portion 2 a, and then flows out in a high-temperature and low-pressure superheated steam state.
  • the expansion energy of the refrigerant is converted into rotational energy as regenerative energy and transmitted to the drive shaft 119.
  • the refrigerant expands to reduce the pressure from the pressure P 2 to the pressure P 1 and to decrease the temperature. At this time, the refrigerant changes from the point C1 to the point D1, and reduces its enthalpy to hd. In addition, the state of the refrigerant
  • the regenerative energy transmitted to the drive shaft 119 is not only applied as a rotational drive force to the alternator 118 and the pump 111 but also transmitted to the engine 10 to assist the rotational drive.
  • Alternator 118 is operated by an applied rotational driving force to generate an alternating current, and the generated alternating current is converted into a direct current by converter 120 and then charged to battery 121.
  • the superheated vapor refrigerant flowing out of the expander 114 passes through the flow path portion 2a and flows into the condenser 115, where it is cooled at an equal pressure by exchanging heat with the surrounding air, that is, outside air, and condensed. And flows out in a liquid state.
  • the isobaric cooling step by the capacitor 115 the refrigerant lowers its temperature, to maintain the pressure in the pressure P 1.
  • the refrigerant changes from a point D1 to a point F1 (a point between the point D1 and the point A1 in the first cycle S1), and reduces the enthalpy to hf. Note that the state of the refrigerant between the point D1 and the point F1 changes from the superheated steam state in the superheated steam region SS to the saturated liquid state.
  • the liquid refrigerant flowing out of the condenser 115 passes through the flow path portion 2b and flows into the receiver 116, passes through the liquid refrigerant stored inside the receiver 116, and flows out into the flow path portion 2c.
  • the refrigerant passes through the receiver 116, the vapor component, moisture, foreign matter, and the like of the refrigerant contained are removed.
  • the refrigerant flowing out of the receiver 116 passes through the flow path portion 2c and flows into the subcooler 117, where it is further cooled at the same pressure (supercooled) by exchanging heat with the outside air in the subcooler 117. And flows out to the flow path portion 2d. Further, the refrigerant in the flow path portion 2d is sucked into the pump 111 and pumped again, and circulates through the Rankine cycle 101.
  • the refrigerant In the isobaric cooling step by the sub-cooler 117, the refrigerant, the temperature further lowers, the pressure is maintained at the pressure P 1.
  • the refrigerant changes from the point F1 to the state of the point A1, and reduces the enthalpy to ha.
  • the state of the refrigerant between point F1 and point A1 changes from the saturated liquid state to the supercooled liquid state in the supercooled liquid region SL.
  • the refrigerant increases the pressure from the pressure P 1 to the pressure P 3 and increases the temperature, and further increases the enthalpy from ha to hb2,
  • the state changes from point A1 to point B2.
  • the state of the refrigerant between point A1 and point B2 maintains a liquid state (supercooled liquid state).
  • the refrigerant temperature is raised to a temperature Te by heat exchange with the cooling water temperature Tw1, to maintain the pressure in the pressure P 3.
  • the refrigerant, from the point B2, and change in the state of (a point between point B2 and point C2 in the second cycle S2) P 3 Te point of the pressure P 3 and the temperature Te, the enthalpy in he2 increase.
  • the pressure P 3 has a saturated vapor pressure less than Pse of the refrigerant in the temperature Te, thereby, the point P 3 Te, is located within the superheated steam region SS. For this reason, the state of the refrigerant between point B2 and point P 3 Te changes from the liquid state to the superheated vapor state through the wet vapor state, and the refrigerant includes latent heat of vaporization.
  • the amount of heat absorbed by the refrigerant from the cooling water in the cooling water boiler 112 is obtained by multiplying the flow rate of the refrigerant in the cooling water boiler 112 by the amount of change in the enthalpy of the refrigerant before and after heat exchange. It is proportional to the pressure of the refrigerant in the boiler 112 multiplied by the amount of change in the enthalpy of the refrigerant before and after heat exchange. For this reason, the heat absorption amount of the refrigerant in the cooling water boiler 112 is also greatly increased in the second cycle S2 as compared with the first cycle S1.
  • the refrigerant flowing out from the cooling water boiler 112 performs exhaust gas heat exchanger in the waste gas boiler 113, the refrigerant, the point P to maintain the pressure with further raise its temperature to a pressure P 3 3 Change from Te to point C2 and increase its enthalpy to hc2.
  • the state of the refrigerant between point P 3 Te and point C2 maintains the superheated steam state.
  • the adiabatic expansion process in which the refrigerant flowing out from the waste gas boiler 113 is expanded in expander 114, the refrigerant, from the point C2 to lower the temperature with decreasing pressure P 1 of the pressure from the pressure P 3 of the point D2 state And the enthalpy is reduced to hd2.
  • coolant between the point C2 and the point D2 maintains a superheated steam state.
  • the refrigerant pressure point F1 (first from point D2 and maintained at a pressure P 1 along with lowering the temperature
  • the state changes to the state between the point D2 and the point A1 in the two cycles S2, and the enthalpy is reduced to hf.
  • the state of the refrigerant between point D2 and point F1 changes from the superheated steam state to the saturated liquid state.
  • the isobaric cooling step in which the refrigerant flowing out from the capacitor 115 performs outside air exchanges heat with sub-cooler 117 after passing through the receiver 116, the refrigerant in the point to maintain pressure in the pressure P 1 with further lowering the temperature
  • the state changes from F1 to the state of point A1, and the enthalpy is reduced to ha.
  • the state of the refrigerant between point F1 and point A1 changes from the saturated liquid state to the supercooled liquid state.
  • the enthalpy ⁇ he2 obtained from the coolant by the cooling water boiler 112 in the second cycle S2 is significantly increased with respect to the enthalpy ⁇ he obtained from the coolant by the cooling water boiler 112 in the first cycle S1.
  • the amount of heat absorbed by the coolant in the cooling water boiler 112 is also greatly increased in the second cycle S2 than in the first cycle S1.
  • the increase in the amount of heat absorbed by the cooling water boiler 112 is caused by changing the refrigerant pressure in the cooling water boiler 112 (that is, the refrigerant pressure in the flow path portions 1a to 1d of the first flow path 1) and the refrigerant pressure at the temperature Te. This can be achieved by controlling the saturated vapor pressure Pse or less.
  • the pressure of the refrigerant in the cooling water boiler 112 to a high pressure so as to be as close as possible to the saturated vapor pressure Pse, the upstream side flow passage portion 1d and the downstream side flow passage portion 2a. It is possible to ensure a high differential pressure of the refrigerant between the two and the amount of regenerative energy obtained in the expander 114.
  • the ECU 140 sets the pressure of the refrigerant in the cooling water boiler 112, that is, the first pressure.
  • the target pressure of the refrigerant pressure in the flow path portions 1a to 1d of the single flow path 1 is set based on the saturation vapor pressure Pse of the refrigerant at the temperature Te, and the flow pressure adjusting valve 130 is controlled so that the refrigerant pressure is changed to the target pressure.
  • the ECU 140 sets the target pressure of the refrigerant based on the temperature Tw of the cooling water before heat exchange and the saturated vapor pressure Pse indicated by the refrigerant that has reached the temperature Te by exchanging heat with the cooling water. .
  • the ECU 140 uses the coolant temperature detected by the coolant temperature sensor 132 and the refrigerant temperature and saturated vapor pressure stored in advance to make the detected coolant temperature the coolant temperature.
  • the refrigerant that is, the saturated vapor pressure of the refrigerant corresponding to the cooling water temperature. Further, the ECU 140 sets a pressure obtained by reducing a predetermined amount of pressure ⁇ p from the calculated saturated vapor pressure as the target pressure of the refrigerant in the flow path portions 1a to 1d of the first flow path 1.
  • This pressure ⁇ p is caused by heat loss due to the heat exchange capacity of the cooling water boiler 112, the thermal conductivity of the material, etc., and the cooling water temperature Tw before the heat exchange in the cooling water boiler 112 and the refrigerant temperature Te after the heat exchange. (Refer to FIG. 2) and preset in correspondence with the temperature difference ⁇ Te between them and stored in the ECU 140.
  • ECU140 controls the opening degree of the flow regulating valve 130, The flow rate of the refrigerant flowing into the cooling water boiler 112 is changed, and control is performed so that the detected pressure of the pressure sensor 131 in the flow path portion 1d becomes the target pressure. That is, when the detected pressure of the pressure sensor 131 is lower than the target pressure, the ECU 140 decreases the opening degree of the flow rate adjustment valve 130 and increases the refrigerant flow rate of the flow path unit 1d, thereby increasing the flow rate of the flow path unit 1d. Increase refrigerant pressure.
  • the ECU 140 increases the opening of the flow rate adjustment valve 130 to decrease the refrigerant flow rate of the flow path unit 1d, thereby reducing the flow rate of the flow path unit 1d. Reduce refrigerant pressure.
  • the target pressure calculation method is changed depending on the temperature region of the cooling water, and the relationship between the target pressure and the cooling water temperature detected by the cooling water temperature sensor 132 in this case is shown in the graph of FIG. Is shown in FIG.
  • the graph of FIG. 3 has an orthogonal coordinate system in which the vertical axis is the refrigerant pressure (unit is MPa) and the horizontal axis is the cooling water temperature (unit is ° C.).
  • the relationship between the target pressure and the cooling water temperature is shown by a target pressure graph Pt which is a solid line graph, and the relationship between the saturated vapor pressure of the refrigerant corresponding to the cooling water temperature and the cooling water temperature is indicated by a one-dot chain line.
  • the target saturated vapor pressure graph Pst is shown.
  • the target pressure graph Pt the portion Pta corresponding to the range of the coolant temperature TwL1 to TwH is equal to the target saturation vapor pressure graph Pst in the negative direction of the refrigerant pressure (vertical axis negative direction).
  • the target saturated vapor pressure graph Pst is translated by the temperature ⁇ Te in the positive direction of the cooling water temperature (the positive direction of the horizontal axis) in the present embodiment. Identical. Therefore, the target pressure of the part Pta is set by the above-described calculation method.
  • the target pressure at the part Pta is lower than the saturated vapor pressure of the refrigerant corresponding to the cooling water temperature by a predetermined pressure ⁇ p, and increases with an increase in the cooling water temperature and decreases in the cooling water temperature. It decreases with this, and is proportional to the cooling water temperature.
  • the ECU 140 adjusts the flow rate so that the detected pressure of the pressure sensor 131 becomes the target pressure on the target pressure graph Pt when the coolant temperature detected by the coolant temperature sensor 132 is in the range of the temperature TwL1 to TwH.
  • the valve 130 is controlled.
  • the temperature TwL1 constitutes a first predetermined temperature
  • the temperature TwH constitutes a second predetermined temperature.
  • a portion Ptb corresponding to a range lower than the cooling water temperature TwL1 is a horizontal straight line with the target pressure being constant, with the saturated vapor pressure PsL of the refrigerant at the temperature TwL as the target pressure. is there.
  • the temperature TwL is a temperature set in advance as a low cooling water temperature that reduces the efficiency of the engine 10 when the temperature is lower than the temperature TwL, and is set to 60 ° C. in the present embodiment.
  • temperature TwL1 is the cooling water temperature which hits the intersection of the site
  • the temperature TwL1 is also a temperature obtained by adding the temperature ⁇ Te to the temperature TwL.
  • the ECU 140 controls the flow rate adjustment valve 130 so that the pressure detected by the pressure sensor 131 does not become less than the saturated vapor pressure PsL of the refrigerant at the temperature TwL.
  • the refrigerant having a pressure equal to or higher than the saturated vapor pressure PsL of the refrigerant at the temperature TwL (60 ° C.) always does not include latent heat of vaporization even if heat exchange is performed with the cooling water below the temperature TwL.
  • the amount of heat absorbed from can be kept low. Therefore, the cooling water can be controlled so as not to be lower than the temperature TwL.
  • the cooling water temperature varies as follows. .
  • the cooling water temperature decreases and falls below the saturation temperature TwL of the refrigerant, the amount of heat that the refrigerant can absorb from the cooling water at the moment when the cooling water falls is greatly reduced, so that the cooling water reduces the amount of heat released to the refrigerant.
  • the temperature drop stops and the temperature rises.
  • the cooling water temperature exceeds the refrigerant saturation temperature TwL due to the temperature rise, the amount of heat absorbed by the refrigerant increases and the cooling water temperature decreases again.
  • the cooling water is controlled so as not to drop below the refrigerant saturation temperature TwL.
  • a part Ptc corresponding to the range exceeding the cooling water temperature TwH is a horizontal straight line that keeps the target pressure constant at the refrigerant target pressure PH corresponding to the cooling water temperature TwH.
  • the cooling water temperature TwH is the temperature of the cooling water whose saturation vapor pressure corresponds to the upper limit pressure PH set for the piping of the first flow path 1 and the expander 114, and in this embodiment, the thermostat 23 starts to open. It is the same as the first operating temperature (90 ° C.).
  • the ECU 140 controls the flow rate adjustment valve 130 so that the pressure detected by the pressure sensor 131 becomes the target pressure PH. Thereby, it can prevent that the 1st flow path 1 and the expander 114 are exposed to abnormally high pressure.
  • the ECU 140 is described so as to calculate the target pressure by calculation.
  • the graph of FIG. 3 may be stored as a map, and the target pressure may be calculated based on the stored map.
  • the cooling water boiler 112 that exchanges heat between the refrigerant and the cooling water
  • the waste gas boiler 113 that exchanges heat between the refrigerant and the exhaust gas.
  • An expander 114 that generates a driving force by expanding the refrigerant, a condenser 115 that condenses the refrigerant, and a pump 111 that transfers the refrigerant to the cooling water boiler 112 are sequentially provided.
  • the Rankine cycle 101 includes a pressure sensor 131 that detects the pressure of the refrigerant at the inlet of the expander 114, a cooling water temperature sensor 132 that detects the temperature of the cooling water flowing into the cooling water boiler 112, and a refrigerant at the inlet of the expander 114.
  • the bypass flow path 3 and the flow rate adjusting valve 130 for adjusting the pressure of the ECU and the ECU 140 for controlling the flow rate adjusting valve 130 are provided.
  • the ECU 140 calculates a target pressure that is equal to or lower than the saturated vapor pressure of the refrigerant corresponding to the temperature of the cooling water detected by the cooling water temperature sensor 132, and the flow rate so that the pressure detected by the pressure sensor 131 becomes the target pressure.
  • the regulating valve 130 is controlled.
  • the bypass flow path 3 and the flow rate adjustment valve 130 adjust the refrigerant pressure at the inlet of the expander 114 by adjusting the amount of refrigerant flowing into the cooling water boiler 112.
  • the pressure of the refrigerant that exchanges heat with the cooling water in the cooling water boiler 112 is controlled to be a target pressure that is equal to or lower than the saturated vapor pressure of the refrigerant corresponding to the temperature of the cooling water.
  • the amount of heat of the refrigerant after heat exchange with the cooling water is a large amount of heat including the latent heat of evaporation.
  • the pressure of the refrigerant is controlled to be larger than the saturated vapor pressure of the refrigerant corresponding to the temperature of the cooling water, the amount of heat of the refrigerant after heat exchange with the cooling water becomes a small amount of heat not including the latent heat of evaporation. . Therefore, Rankine cycle 101 makes it possible to increase the amount of heat absorbed by the refrigerant from the cooling water in cooling water boiler 112 by controlling the temperature of the cooling water and the pressure of the refrigerant in association with each other as described above.
  • the target pressure of the refrigerant is set to increase in accordance with the saturated vapor pressure of the refrigerant corresponding to the cooling water temperature, which rises as the cooling water temperature rises. Therefore, the coolant flow rate of the cooling water boiler 112 can be increased as the cooling water temperature increases. Therefore, in the cooling water boiler 112, the heat absorption amount of the refrigerant from the cooling water can be increased in accordance with the increase in the cooling water temperature, and the temperature increase of the cooling water can be suppressed.
  • the bypass flow path 3 communicates the flow path portion 1 a of the refrigerant from the pump 111 to the cooling water boiler 112 to the second flow path 2 of the refrigerant from the expander 114 to the pump 111.
  • the Rankine cycle 101 makes it possible to efficiently use the thermal energy acquired by the cooling water boiler 112 and the waste gas boiler 113.
  • the bypass flow path 3 through which the refrigerant having a high density before being heated flows the necessary flow rate of the refrigerant can be secured even if the diameter and the flow rate adjustment valve 130 are small.
  • the adjustment valve 130 can be downsized.
  • the bypass flow path 3 connects the flow path section 1 a to the flow path section 2 b between the condenser 115 and the pump 111 in the second flow path 2 of the refrigerant from the expander 114 toward the pump 111. To do. As a result, the refrigerant flowing through the bypass flow path 3 flows downstream of the condenser 115, so that the pressure loss in the condenser 115 is not increased, and the refrigerant pressure in the flow path portion 2a between the expander 114 and the condenser 115 is increased. Can be suppressed.
  • the differential pressure of the refrigerant between the upstream-side channel portion 1d and the downstream-side channel portion 2a of the expander 114 can be ensured high, sufficient regenerative energy obtained by the expander 114 is ensured. It becomes possible to do.
  • the bypass flow path 3 connected between the condenser 115 and the subcooler 117 is pump cavitation (refrigeration of refrigerant) that occurs when the flow path section 1a is bypassed to the flow path section 2d between the subcooler 117 and the pump 111. ) Can be prevented.
  • the bypass flow path 3 connected between the condenser 115 and the pump 111 is a refrigerant flowing into the condenser 115 that occurs when the flow path section 1a is bypassed to the flow path section 2a between the expander 114 and the condenser 115. It is possible to prevent a decrease in the amount of heat released from the capacitor 115 due to a decrease in the temperature of the inflowing refrigerant. This decrease in the heat dissipation amount in the capacitor 115 increases the pressure of the second flow path 2, and causes the refrigerant differential pressure between the upstream flow path section 1 d and the downstream flow path section 2 a of the expander 114. Therefore, the regenerative energy obtained by the expander 114 is reduced.
  • PsL saturated vapor pressure of refrigerant at temperature TwL
  • TwL1 TwL [60 ° C. at the cooling water temperature at which the efficiency of the engine 10 decreases) + ⁇ Te)
  • TwL1 TwL [60 ° C. at the cooling water temperature at which the efficiency of the engine 10 decreases) + ⁇ Te
  • the ECU 140 sets the target pressure to the temperature TwL ( The flow rate adjustment valve 130 is controlled so that the saturated vapor pressure PsL of the refrigerant at 60 ° C. and the detected pressure of the pressure sensor 131 is equal to or higher than the saturated vapor pressure PsL or the saturated vapor pressure PsL. It is not something.
  • the ECU 140 sets the target pressure so as to increase from the saturated vapor pressure PsL of the refrigerant at the temperature TwL as the cooling water temperature decreases.
  • the flow rate adjustment valve 130 may be controlled so that the detected pressure becomes the target pressure. Even with such control, the refrigerant has a pressure larger than the saturated vapor pressure of the refrigerant corresponding to the cooling water temperature, so that the latent heat of vaporization is converted into the amount of heat absorbed from the cooling water by heat exchange in the cooling water boiler 112. It can be excluded.
  • the ECU 140 does not include control for changing the setting of the target pressure related to the cooling water temperature with the first predetermined temperature TwL1 as a boundary, and the target pressure of the part Ptb of the target pressure graph Pt is changed to the part Pta.
  • the target pressure based on the saturated vapor pressure of the refrigerant corresponding to the cooling water temperature may be used.
  • the ECU 140 includes the refrigerant saturated vapor pressure PsL corresponding to the coolant temperature TwL as a lower limit value of the target pressure, and adjusts the flow rate so that the pressure detected by the pressure sensor 131 does not fall below the saturated vapor pressure PsL.
  • the valve 130 may be controlled.
  • the refrigerant has a pressure larger than the saturated vapor pressure of the refrigerant corresponding to the cooling water temperature, the amount of heat absorbed from the cooling water by heat exchange in the cooling water boiler 112 is reduced to the latent heat of evaporation. Can be kept low.
  • the ECU 140 determines the saturation vapor pressure PsL of the refrigerant at the temperature TwL (60 ° C.).
  • the flow rate adjustment valve 130 may be controlled so that a constant pressure larger than the target pressure is set as the target pressure and the detected pressure of the pressure sensor 131 becomes the target pressure. Even with such control, the refrigerant can keep the amount of heat absorbed from the cooling water through heat exchange in the cooling water boiler 112 low without including latent heat of evaporation.
  • the ECU 140 does not include control for changing the setting of the target pressure related to the cooling water temperature with the second predetermined temperature TwH (90 ° C.) as a boundary, and the target pressure of the part Ptc of the target pressure graph Pt. May be set as the target pressure based on the saturated vapor pressure of the refrigerant corresponding to the cooling water temperature in the same manner as the portion Pta.
  • the ECU 140 uses the flow rate adjustment valve 130 to adjust the cross-sectional area of the bypass flow path 3, thereby detecting the pressure detected by the pressure sensor 131 (the pressure of the refrigerant flowing into the cooling water boiler 112). ) Is adjusted, but is not limited to this.
  • the alternator 118 of the embodiment may be a motor generator 218 having functions of a motor and a generator.
  • the ECU 140 may adjust the number of rotations of the pump 111 and the expander 114 by controlling the number of rotations of the drive shaft 119 driven by the motor generator 218 to adjust the detected pressure of the pressure sensor 131.
  • FIG. 6 the alternator 118 of the embodiment may be a motor generator 218 having functions of a motor and a generator.
  • the pump 111 may be driven by the motor 322 without being connected to the engine 10.
  • the ECU 140 can adjust the rotational speed of the pump 111 and the detected pressure of the pressure sensor 131 by controlling the rotational speed of the motor 322.
  • the expander 114 connects the drive shaft 114a and the pulley 119b that is rotationally driven by the engine 10 via the electromagnetic clutch 119a, and the alternator 118 shares the drive shaft 114a.
  • the pump 111 is not connected to the alternator 118 and the expander 114, but is connected only to the pulley 119b, and the expander 114 and the alternator 118 are connected to each other by the drive shaft 114a. It may be.
  • the ECU 140 can adjust the rotation speed of the expander 114 and adjust the detected pressure of the pressure sensor 131 by changing the load of the alternator 118.
  • the expander 114 may be capable of arbitrarily changing the suction volume. By changing the suction volume, the flow rate (volume flow rate) of the refrigerant transferred by the expander 114 is changed, and accordingly, the refrigerant pressure in the upstream flow path of the expander 114 is changed. The pressure can be adjusted.
  • the bypass flow path 3 communicates the flow path portion 1a of the first flow path 1 with the flow path portion 2b of the second flow path 2, but is not limited thereto. Not.
  • the bypass flow path 3 may be connected to any of the flow path portions 2a, 2c, and 2d with respect to the second flow path 2.
  • the Rankine cycle 101 of the embodiment includes the two heat exchangers of the cooling water boiler 112 and the waste gas boiler 113, but is not limited thereto, and may include three or more.
  • the Rankine cycle 101 may include a heat exchanger between the refrigerant of the air conditioner and the refrigerant of the Rankine cycle 101.
  • the heat exchanger between the cooling water of the motor used in the hybrid car and the refrigerant of the Rankine cycle 101 is provided. You may have.
  • a target pressure that is equal to or lower than the saturated vapor pressure of the refrigerant corresponding to the temperature of the heat medium of the heat exchanger selected from the heat exchanger and the cooling water boiler 112 is set, and the first flow path is set based on the target pressure.
  • the pressure of one refrigerant By controlling the pressure of one refrigerant, the heat absorption amount of the refrigerant in the selected heat exchanger can be increased.

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Abstract

　ランキンサイクル１０１は、冷媒の循環路に、冷却水ボイラ１１２、廃ガスボイラ１１３、膨張機１１４、コンデンサ１１５、及びポンプ１１１が順次設けられている。ランキンサイクル１０１は、膨張機１１４の入口の冷媒の圧力を検出する圧力センサ１３１と、冷却水ボイラ１１２に流入する冷却水の温度を検出する冷却水温度センサ１３２と、膨張機１１４の入口の冷媒の圧力を調節するバイパス流路３及び流量調整弁１３０と、流量調整弁１３０を制御するＥＣＵ１４０とを備える。ＥＣＵ１４０は、冷却水温度センサ１３２が検出する冷却水温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧以下となる目標圧力を算出し、圧力センサ１３１が検出する圧力が目標圧力となるように流量調整弁１３０を制御する。

Description

ランキンサイクル
　この発明は、ランキンサイクルに関する。
　車両の内燃機関から排出される熱を発電機等の動力に変換するランキンサイクルを利用した技術が開発されている。
　ランキンサイクルは、内燃機関から排出される熱を含む熱媒体と作動流体とを熱交換させることによって作動流体を過熱蒸気化する熱交換器、過熱蒸気状態の作動流体を膨張させることによって動力を得る膨張機、膨張した作動流体を冷却して液化するコンデンサ、及び液化した作動流体を熱交換器に圧送するポンプ等から構成される。そして、膨張機は、作動流体を膨張させることによってタービン等の回転体を回転させ、それにより作動流体の膨張時のエネルギーを回転駆動力に変換し、この変換された回転駆動力が発電機等に動力として伝達される。
　例えば、特許文献１には、冷媒ポンプが冷媒（作動流体）を膨張機に送る流路の途中に、冷媒及び内燃機関の冷却水（熱媒体）を熱交換させる第１熱交換器と、冷媒及び内燃機関の排気ガス（熱媒体）を熱交換させる第２熱交換器とをこの順で配置したランキンサイクルが記載されている。特許文献１のランキンサイクルでは、冷却水温度が９０℃以上になると冷媒ポンプが稼動され、それによりランキンサイクルを循環する冷媒は、第１熱交換器で９０～１００℃程度の冷却水と熱交換を行って約９０℃の高温の蒸気となった後、第２熱交換器で３００～４００℃の排気ガスと熱交換を行って１２０～１３０℃程度の過熱蒸気となり、膨張機に流入する。
特開２０１１－１２６２５号公報
　しかしながら、冷却水又は排気ガスからなる熱媒体との熱交換で冷媒が吸収する熱量は、熱媒体の温度が一定であっても冷媒の圧力に応じて大きく変動する。さらに、熱交換で冷媒が吸収する熱量は、冷媒の圧力が一定であっても熱媒体の温度によって変動する。よって、熱媒体との熱交換で冷媒が吸収する熱量は、冷媒の圧力及び熱媒体の温度によって影響を受ける。排気ガス温度は、過熱蒸気状態の冷媒の温度に対して遙かに高いため、排気ガス温度の変動が排気ガスから冷媒が吸収する熱量に与える影響は、少ないが、比較的低い冷却水温度の変動は、冷却水から冷媒が吸収する熱量に大きい影響を与える。このため、冷却水温度と冷媒の圧力とを関連付けて制御されていない特許文献１のランキンサイクルでは、第１熱交換器における冷媒の吸熱量が大きく低下する可能性があるという問題がある。
　この発明はこのような問題点を解決するためになされたものであり、熱媒体の温度と冷媒の圧力とを関連付けて制御することによって、熱交換器における冷媒の吸熱量の増大を図るランキンサイクルを提供することを目的とする。
　上記の課題を解決するために、この発明に係るランキンサイクルは、作動流体の循環路に、作動流体と低温側熱媒体とを熱交換する第一熱交換器、作動流体と高温側熱媒体とを熱交換する第二熱交換器、作動流体を膨張させることによって駆動力を発生する流体膨張器、作動流体を凝縮させる凝縮器、及び、作動流体を第一熱交換器に移送する流体圧送装置が順次設けられたランキンサイクルにおいて、流体膨張器の入口の作動流体の圧力を検出する圧力検出器と、第一熱交換器に流入する低温側熱媒体の温度を検出する温度検出器と、流体膨張器の入口の作動流体の圧力を調節する圧力調整手段と、圧力調整手段を制御する制御装置とを備え、制御装置は、温度検出器によって検出される低温側熱媒体の温度に対応する作動流体の飽和蒸気圧以下となる目標圧力を算出し、圧力検出器によって検出される圧力が目標圧力となるように、圧力調整手段を制御する。
　この発明に係るランキンサイクルによれば、熱媒体の温度と作動流体の圧力とを関連付けて制御することによって、第一熱交換器における作動流体の吸熱量を増大することが可能になる。
この発明の実施の形態に係るランキンサイクル及びその周辺の構成を示す模式図である。 ランキンサイクルにおける冷媒の状態変化をｐ－ｈ線図上に示す図である。 冷却水温度と目標冷媒圧力との関係を示す図である。 冷却水温度と目標冷媒圧力との関係の変形例を示す図である。 冷却水温度と目標冷媒圧力との関係のさらなる変形例を示す図である。 実施の形態に係るランキンサイクルの変形例を示す図である。 実施の形態に係るランキンサイクルの別の変形例を示す図である。 実施の形態に係るランキンサイクルのさらなる別の変形例を示す図である。
　以下、この発明の実施の形態について添付図面に基づいて説明する。
実施の形態
　まず、この発明の実施の形態に係るランキンサイクル１０１及びその周辺の構成を説明する。なお、以下の実施形態において、内燃機関すなわちエンジン１０を搭載する車両にランキンサイクルを使用した場合の例について説明する。
　図１を参照すると、エンジン１０を備える図示しない車両は、ランキンサイクル１０１を備えている。
　ランキンサイクル１０１は、ポンプ１１１、冷却水ボイラ１１２、廃ガスボイラ１１３、膨張機１１４、コンデンサ１１５、レシーバ１１６及びサブクーラ１１７を順次環状に接続する循環路を形成しており、作動流体である冷媒が流通するようになっている。
　ポンプ１１１は、稼動して流体を圧送するものであり、本実施の形態では、液体を圧送するものとする。ポンプ１１１は、その駆動軸１１９を膨張機１１４と共有している。さらに、駆動軸１１９には、電磁クラッチ１１９ａを介してプーリ１１９ｂが連結されている。プーリ１１９ｂは、エンジン１０から延びるエンジン駆動軸１０ａに連結されたエンジンプーリ１０ｂと、駆動ベルト１０ｃによって連結されている。電磁クラッチ１１９ａは、駆動軸１１９とプーリ１１９ｂとを接続又は切断することができ、車両の制御装置であるＥＣＵ１４０に電気的に接続されてその断接動作が制御される。このため、ポンプ１１１の回転数は、エンジン１０又は膨張機１１４の回転数に依存する。
　ここで、ポンプ１１１は流体圧送装置を構成し、エンジン駆動軸１０ａ、エンジンプーリ１０ｂ、駆動ベルト１０ｃ、プーリ１１９ｂ、電磁クラッチ１１９ａ及び駆動軸１１９は、動力伝達機構を構成している。
　また、ポンプ１１１の下流側の吐出口は、流路部１ａ及び１ｂを介して冷却水ボイラ１１２の冷媒入口に連通している。冷却水ボイラ１１２の内部では、エンジン１０の冷却水回路２０を流通するエンジン冷却用の冷却水と冷媒とが流通して互いに熱交換し、それにより冷媒が加熱されることができる。
　ここで、冷却水は低温側熱媒体を構成し、冷却水ボイラ１１２は第一熱交換器を構成している。
　なお、冷却水回路２０は、エンジン１０から延びてエンジン１０と一体のウォーターポンプ２１に接続し循環流路を形成する送り側水流路２０ａ並びに戻り側水流路２０ｂ及び２０ｃと、送り側水流路２０ａ及び戻り側水流路２０ｂの間に設けられたラジエータ２２と、送り側水流路２０ａの途中から分岐して戻り側水流路２０ｂ及び２０ｃの連結部に接続する分岐水流路２０ｄとを有している。そして、冷却水ボイラ１１２は、分岐水流路２０ｄの途中に設けられている。また、ウォーターポンプ２１は、冷却水を戻り側水流路２０ｃから吸入してエンジン１０の内部を循環させた後、送り側水流路２０ａに流出させて冷却水回路２０を循環させる。ラジエータ２２は、内部を流通する冷却水及び周囲の空気を熱交換させることによって冷却水を冷却する。また、分岐水流路２０ｄと戻り側水流路２０ｂ及び２０ｃとの接続部には、サーモスタット２３が設けられている。
　サーモスタット２３は、冷却水の温度に対応して動作し、冷却水が第一動作温度（本実施の形態では９０℃）未満では、低温の冷却水を昇温させるために、戻り側水流路２０ｂ及び２０ｃの間の連通を遮断すると共に、分岐水流路２０ｄを戻り側水流路２０ｃに連通させ、冷却水をラジエータ２２に流通させない。また、サーモスタット２３は、冷却水が第一動作温度以上に昇温すると、冷却水を冷却するために、戻り側水流路２０ｂ及び２０ｃの間も連通させて冷却水をラジエータ２２に流通させる。そして、第一動作温度よりも高く設定された第二動作温度まで冷却水が昇温すると、サーモスタット２３は、冷却水の冷却を優先するために、分岐水流路２０ｄ及び戻り側水流路２０ｃの間の連通を遮断して、全ての冷却水にラジエータ２２を流通させる。
　冷却水ボイラ１１２の冷媒出口は、流路部１ｃを介して廃ガスボイラ１１３の冷媒入口に連通している。廃ガスボイラ１１３の内部では、冷却水ボイラ１１２から流出した冷媒と、エンジン１０の排気系統３０の排気ガスとが流通して互いに熱交換し、それにより冷媒が加熱されることができる。なお、廃ガスボイラ１１３は、排気系統３０におけるエンジン１０をマフラー３０ｂに連通する排気流路３０ａの途中に介在して設けられている。
　ここで、排気ガスは高温側熱媒体を構成し、廃ガスボイラ１１３は第二熱交換器を構成している。
　廃ガスボイラ１１３の冷媒出口は、流路部１ｄを介して流体膨張器である膨張機１１４の入口に連通している。膨張機１１４は、その内部で、冷却水ボイラ１１２及び廃ガスボイラ１１３で加熱された後の高温高圧の冷媒を膨張させることによってタービン等の回転体と共に駆動軸１１９を回転させ、それにより回転駆動力による仕事を得る流体機器である。また、膨張機１１４とポンプ１１１との間には、発電機能を有するオルタネータ１１８が設けられ、オルタネータ１１８は駆動軸１１９を共有している。よって、膨張機１１４が発生する回転駆動力は、駆動軸１１９を介してオルタネータ１１８及びポンプ１１１を一体に駆動することができ、また、エンジン１０によって付与されるポンプ１１１の駆動力は、駆動軸１１９を介してオルタネータ１１８及び膨張機１１４を一体に駆動することができる。
　なお、流路部１ａ、１ｂ、１ｃ及び１ｄは、冷媒の高圧側流路である第一流路１を構成している。
　また、オルタネータ１１８は、コンバータ１２０と電気的に接続され、さらに、コンバータ１２０は、バッテリ１２１と電気的に接続されている。そして、膨張機１１４が駆動軸１１９を回転駆動すると、オルタネータ１１８が交流電流を発生してコンバータ１２０に送り、コンバータ１２０は、送られた交流電流を直流電流に変換してバッテリ１２１に供給し充電させる。
　また、膨張機１１４の出口は、流路部２ａを介してコンデンサ１１５の入口に連通している。コンデンサ１１５の内部では、冷媒が流通してコンデンサ１１５の周囲の空気と熱交換し、それにより冷媒が冷却・凝縮されることができる。
　ここで、コンデンサ１１５は、凝縮器を構成している。
　コンデンサ１１５の出口は、流路部２ｂを介してレシーバ１１６の入口に連通し、さらに、レシーバ１１６の出口は、流路部２ｃを介してサブクーラ１１７の入口に連通している。
　レシーバ１１６は、内部に液体の冷媒を含む気液分離器であり、冷媒に含まれる冷媒の蒸気成分、水分、異物等を除去するものである。
　サブクーラ１１７の内部では、レシーバ１１６から送られる液体の冷媒が流通してサブクーラ１１７の周囲の空気と熱交換し、それにより冷媒が過冷却されることができる。
　また、サブクーラ１１７の出口は、流路部２ｄを介してポンプ１１１の吸入口に連通し、サブクーラ１１７から流出した冷媒が、ポンプ１１１によって吸入されて再び圧送され、ランキンサイクル１０１を循環する。
　なお、流路部２ａ、２ｂ、２ｃ及び２ｄは、冷媒の低圧側流路である第二流路２を構成している。
　また、ランキンサイクル１０１は、第一流路１の流路部１ａを第二流路２に連通するバイパス流路３を有している。なお、本実施の形態では、バイパス流路３の一方の端部は、第一流路１の流路部１ａ及び流路部１ｂの連結部に接続され、バイパス流路３の他方の端部は、第二流路２の流路部２ｂに接続されている。さらに、ランキンサイクル１０１は、バイパス流路３の途中に、バイパス流路３の開放又は閉鎖が可能であり且つバイパス流路３の流路断面積の調節が可能な流量調整弁１３０を有している。なお、流量調整弁１３０は、ＥＣＵ１４０に電気的に接続されてその動作が制御される。
　ここで、バイパス流路３及び流量調整弁１３０は、圧力調整手段を構成している。
　また、ランキンサイクル１０１は、第一流路１の流路部１ｄにおける膨張機１１４の入口の近傍に、流路部１ｄを流通する冷媒の圧力を検出する圧力センサ１３１を有している。圧力センサ１３１は、膨張機１１４の入口の冷媒つまり膨張機１１４に流入する冷媒の圧力を検出し、電気的に接続されたＥＣＵ１４０に、検出した冷媒の圧力情報を送る。なお、第一流路１の流路部１ａ～１ｄでは、流量調整弁１３０の開放及び閉鎖に関係なく、各流路部間で冷媒の圧力は同等であるため、圧力センサ１３１は、流路部１ａ～１ｃのいずれかに設けられてもよい。
　ここで、圧力センサ１３１は圧力検出器を構成している。
　また、ランキンサイクル１０１は、冷却水回路２０の送り側水流路２０ａにおけるエンジン１０から分岐水流路２０ｄまでの間に、流通する冷却水の温度を検出する冷却水温度センサ１３２を有している。冷却水温度センサ１３２は、エンジン１０から送り出され、冷却水ボイラ１１２又はラジエータ２２で熱交換作用を受ける前の冷却水の温度を検出し、電気的に接続されたＥＣＵ１４０に検出した冷却水の温度情報を送る。
　ここで、冷却水温度センサ１３２は温度検出器を構成している。
　次に、この発明の実施の形態に係るランキンサイクル１０１の動作を説明する。
　図１を参照すると、エンジン１０が始動されるとウォーターポンプ２１も稼動して冷却水を圧送する。エンジン１０から外部に圧送された冷却水は、冷却水回路２０を循環し再びエンジン１０に戻る。なお、エンジン１０の始動直後のような低温の冷却水は、エンジン１０の効率を低下させるため、早急に昇温させる必要がある。このため、サーモスタット２３は、冷却水が第一動作温度（９０℃）以上になるまで、ラジエータ２２で冷却水が冷却されないように、戻り側水流路２０ｂ及び２０ｃの間の連通を遮断すると共に、分岐水流路２０ｄを戻り側水流路２０ｃに連通させる。そして、冷却水は、冷却水ボイラ１１２において冷媒と熱交換を行う。
　また、始動したエンジン１０からは、排気ガスが、排気系統３０に排出される。排出された排気ガスは、その流通過程で廃ガスボイラ１１３の内部を流通した後、マフラー３０ｂから車両の外部に排出される。そして、排気ガスは、廃ガスボイラ１１３において冷媒と熱交換を行う。
　さらに、エンジン１０が稼動すると、ＥＣＵ１４０は、電磁クラッチ１１９ａを接続させる。これにより、エンジン１０の回転駆動力が、エンジン駆動軸１０ａ、エンジンプーリ１０ｂ、駆動ベルト１０ｃ、プーリ１１９ｂ及び電磁クラッチ１１９ａを介して、駆動軸１１９に伝達し、それによって、駆動軸１１９が、ポンプ１１１、オルタネータ１１８及び膨張機１１４を一体に駆動する。
　駆動されたポンプ１１１は、液体状態の冷媒を冷却水ボイラ１１２に向かって圧送し、また、駆動された膨張機１１４は、タービン等の回転体を回転させることによって、第一流路１の流路部１ｄの冷媒を降圧して第二流路２の流路部２ａに送る。なお、冷媒は、ポンプ１１１によって圧送されることで、断熱加圧作用を受ける。
　さらに、流量調整弁１３０がバイパス流路３を閉鎖している場合と、流量調整弁１３０がバイパス流路３を開放している場合とについて、ランキンサイクル１０１の動作及び冷媒の状態変化の推移を、図１及び図２をあわせて参照して説明する。なお、冷却水の温度は、温度Ｔｗ１（本実施の形態では、８０℃とする）とする。
　ここで、図２では、ランキンサイクル１０１の循環過程での冷媒の状態変化が、冷媒のｐ－ｈ線図上に示されている。ｐ－ｈ線図は、縦軸を冷媒の圧力（単位をＭＰａとする）とし、横軸を冷媒のエンタルピ（単位をｋＪ／ｋｇとする）とする直交座標系を有している。さらに、冷媒が過冷却液状態となる領域が過冷却液領域ＳＬで示され、冷媒が湿り蒸気状態となる領域が湿り蒸気領域ＷＳで示され、冷媒が過熱蒸気状態となる領域が過熱蒸気領域ＳＳで示されている。そして、過冷却液領域ＳＬ及び湿り蒸気領域ＷＳの境界には飽和液線αが示され、湿り蒸気領域ＷＳ及び過熱蒸気領域ＳＳの境界には乾き飽和蒸気線βが示されている。
ｉ）流量調整弁１３０がバイパス流路３を閉鎖している場合について
　このとき、冷媒の状態変化が、点Ａ１、Ｂ１、Ｃ１及びＤ１を頂点とする台形状をした第一サイクルＳ１に沿って進行する。
　第一サイクルＳ１において、ポンプ１１１の圧送による断熱加圧工程では、冷媒は、その圧力を圧力Ｐ1から圧力Ｐ2へ上昇させると共に温度を上昇させ、点Ａ１から点Ｂ１の状態に変化する。このとき、冷媒は、そのエンタルピをｈａからｈｂに増加させる。なお、点Ａ１から点Ｂ１の間の冷媒の状態は、過冷却液領域ＳＬ内で液体状態（過冷却液状態）を維持する。
　そして、ポンプ１１１によって圧送された液体状態の冷媒は、その全てが流路部１ａ及び１ｂを通過して冷却水ボイラ１１２に流入し、その内部を流通する冷却水と熱交換を行うことによって等圧加熱されて昇温し、液体状態（過冷却液状態）のまま流出する。
　この冷却水ボイラ１１２による等圧加熱工程では、冷媒は、温度Ｔｗ１の冷却水と熱交換を行って温度を温度Ｔｅ（Ｔｅ＜Ｔｗ１）まで上昇させ、圧力を圧力Ｐ2に維持する。なお、温度Ｔｗ１と温度Ｔｅとの差ΔＴｅ（ΔＴｅ＝Ｔｗ１－Ｔｅ）は、冷却水ボイラ１１２の熱交換容量、材料の熱伝導性等に起因する熱損失によるものであり、場合によっては差ΔＴｅを０（零）としてもよい。また、冷媒は、点Ｂ１から点Ｐ2Ｔｅ（第一サイクルＳ１における点Ｂ１と点Ｃ１との間の点）の状態に変化し、そのエンタルピをｈｅに増加させる。ちなみに、点Ｐ2Ｔｅは、圧力Ｐ2の等圧線と温度Ｔｅの等温線との交点である。そして、点Ｂ１から点Ｐ2Ｔｅの間の冷媒の状態は、過冷却液領域ＳＬ内で液体状態（過冷却液状態）を維持する。
　次に、冷却水ボイラ１１２から流出した冷媒は、流路部１ｃを通過して廃ガスボイラ１１３に流入し、その内部を流通する排気ガスと熱交換を行うことによって等圧加熱されて昇温し、高温高圧の過熱蒸気となって流出する。
　この廃ガスボイラ１１３による等圧加熱工程では、冷媒は、その温度をさらに上昇させ、圧力を圧力Ｐ2に維持する。このとき、冷媒は、点Ｐ2Ｔｅから点Ｃ１の状態に変化し、そのエンタルピをｈｃに増加させる。なお、点Ｐ2Ｔｅから点Ｃ１の間の冷媒の状態は、過冷却液領域ＳＬ内の液体状態から過熱蒸気領域ＳＳ内の過熱蒸気状態に変化する。
　さらに、廃ガスボイラ１１３から流出した高温高圧の過熱蒸気状態の冷媒は、流路部１ｄを通過して膨張機１１４に流入する。冷媒は、膨張機１１４において、上流側の流路部１ｄと下流側の流路部２ａとの間の冷媒の圧力差を利用して断熱膨張した後、高温低圧の過熱蒸気状態で流出する。そして、膨張機１１４では、冷媒の膨張エネルギーが回生エネルギーとして回転エネルギーに変換され、駆動軸１１９に伝達する。
　この膨張機１１４による断熱膨張工程では、冷媒は、膨張することによって圧力を圧力Ｐ2から圧力Ｐ1に低下させると共に温度を低下させる。このとき、冷媒は、点Ｃ１から点Ｄ１の状態に変化し、そのエンタルピをｈｄに減少させる。なお、点Ｃ１から点Ｄ１の間の冷媒の状態は、過熱蒸気領域ＳＳ内で過熱蒸気状態を維持する。
　ここで、駆動軸１１９に伝達した回生エネルギーは、オルタネータ１１８及びポンプ１１１に回転駆動力として付与されるだけでなく、エンジン１０に伝達してその回転駆動を補助する。オルタネータ１１８は、加えられる回転駆動力によって稼動して交流電流を生成し、生成された交流電流は、コンバータ１２０で直流電流に変換された後、バッテリ１２１に充電される。
　また、膨張機１１４から流出した過熱蒸気状態の冷媒は、流路部２ａを通過してコンデンサ１１５に流入し、コンデンサ１１５において周囲の空気すなわち外気と熱交換を行うことによって等圧冷却されて凝縮し、液体状態となって流出する。
　このコンデンサ１１５による等圧冷却工程では、冷媒は、その温度を低下させ、圧力を圧力Ｐ1に維持する。このとき、冷媒は、点Ｄ１から点Ｆ１（第一サイクルＳ１における点Ｄ１と点Ａ１との間の点）の状態に変化し、そのエンタルピをｈｆに減少させる。なお、点Ｄ１から点Ｆ１の間の冷媒の状態は、過熱蒸気領域ＳＳ内の過熱蒸気状態から飽和液状態に変化する。
　さらに、コンデンサ１１５から流出した液体状態の冷媒は、流路部２ｂを通過してレシーバ１１６に流入し、レシーバ１１６の内部に貯められた液体冷媒中を通過して流路部２ｃに流出する。冷媒は、レシーバ１１６内を通過する際、含有する冷媒の蒸気成分、水分及び異物等が除去される。
　そして、レシーバ１１６から流出した冷媒は、流路部２ｃを通過してサブクーラ１１７に流入し、サブクーラ１１７において外気と熱交換を行うことによってさらに等圧冷却（過冷却）され、過冷却液状態となって流路部２ｄに流出する。さらに、流路部２ｄの冷媒は、ポンプ１１１に吸入されて再度圧送され、ランキンサイクル１０１を循環する。
　このサブクーラ１１７による等圧冷却工程では、冷媒は、その温度をさらに低下させ、圧力を圧力Ｐ1に維持する。このとき、冷媒は、点Ｆ１から点Ａ１の状態に変化し、そのエンタルピをｈａに減少させる。なお、点Ｆ１から点Ａ１の間の冷媒の状態は、飽和液状態から過冷却液領域ＳＬ内の過冷却液状態に変化する。
ｉｉ）流量調整弁１３０がバイパス流路３を開放している場合について
　このとき、冷媒の状態変化が、点Ａ１、Ｂ２、Ｃ２及びＤ２を頂点とする台形状をした第二サイクルＳ２に沿って進行する。
　ポンプ１１１によって圧送された液体状態の冷媒は、その一部が流路部１ａから流路部１ｂを通過して冷却水ボイラ１１２に流入して冷却水と熱交換を行い、その他が流路部１ａからバイパス流路３を通過してコンデンサ１１５の下流の流路部２ｂに流入する。このため、流路部１ｂつまり冷却水ボイラ１１２を流通する冷媒の圧力は、圧力Ｐ2よりも低い圧力Ｐ3となる。また、バイパス流路３の冷媒が流路部２ａに流入するとコンデンサ１１５の圧損が増加するが、バイパス流路３の冷媒が流路部２ｂに流入するため、膨張機１１４の下流側の流路部２ａにおける冷媒の圧力の上昇が抑えられる。
　よって、第二サイクルＳ２において、ポンプ１１１による断熱加圧工程では、冷媒は、圧力Ｐ1から圧力Ｐ3に圧力を上昇させると共に温度を上昇させ、さらに、そのエンタルピをｈａからｈｂ２に増加させ、点Ａ１から点Ｂ２の状態に変化する。なお、点Ａ１から点Ｂ２の間の冷媒の状態は、液体状態（過冷却液状態）を維持する。
　冷却水ボイラ１１２による等圧加熱工程では、冷媒は、温度Ｔｗ１の冷却水との熱交換によって温度を温度Ｔｅまで上昇させ、圧力を圧力Ｐ3に維持する。このとき、冷媒は、点Ｂ２から、圧力Ｐ3及び温度Ｔｅとする点Ｐ3Ｔｅ（第二サイクルＳ２における点Ｂ２と点Ｃ２との間の点）の状態に変化し、そのエンタルピをｈｅ２に増加させる。また、圧力Ｐ3が温度Ｔｅでの冷媒の飽和蒸気圧Ｐｓｅ未満となっており、それにより、点Ｐ3Ｔｅ、は、過熱蒸気領域ＳＳ内に位置する。このため、点Ｂ２から点Ｐ3Ｔｅの間の冷媒の状態は、液体状態から湿り蒸気状態を経て過熱蒸気状態に変化し、冷媒は、蒸発潜熱を含むようになる。
　なお、点Ｂ２から点Ｐ3Ｔｅの間において冷却水から冷媒が吸収するエンタルピは、エンタルピΔｈｅ２（Δｈｅ２＝ｈｅ２－ｈｂ２）であり冷媒の蒸発潜熱を含む大きいものとなっている。そして、エンタルピΔｈｅ２は、第一サイクルＳ１の点Ｂ１から点Ｐ2Ｔｅの間において冷却水から冷媒が吸収するエンタルピであり冷媒の蒸発潜熱を含まないエンタルピΔｈｅ（Δｈｅ＝ｈｅ－ｈｂ）と比較すると、大幅に増大している。さらに、冷却水ボイラ１１２において冷却水から冷媒が吸収する熱量は、冷却水ボイラ１１２での冷媒の流量に熱交換前後での冷媒のエンタルピの変化量を乗じたものであり、それにより、冷却水ボイラ１１２での冷媒の圧力に熱交換前後での冷媒のエンタルピの変化量を乗じたものに比例する。このため、冷却水ボイラ１１２での冷媒の吸熱量も、第一サイクルＳ１と比較して第二サイクルＳ２で大きく増大する。
　次に、冷却水ボイラ１１２から流出した冷媒が廃ガスボイラ１１３で排気ガスと熱交換を行う等圧加熱工程では、冷媒は、その温度をさらに上昇させると共に圧力を圧力Ｐ3に維持して点Ｐ3Ｔｅから点Ｃ２の状態に変化し、そのエンタルピをｈｃ２に増加させる。なお、点Ｐ3Ｔｅから点Ｃ２の間の冷媒の状態は、過熱蒸気状態を維持する。
　さらに、廃ガスボイラ１１３から流出した冷媒が膨張機１１４で膨張される断熱膨張工程では、冷媒は、圧力を圧力Ｐ3から圧力Ｐ1に低下させると共に温度を低下させて点Ｃ２から点Ｄ２の状態に変化し、そのエンタルピをｈｄ２に減少させる。なお、点Ｃ２から点Ｄ２の間の冷媒の状態は、過熱蒸気状態を維持する。
　また、膨張機１１４から流出した冷媒がコンデンサ１１５で外気と熱交換を行う等圧冷却工程では、冷媒は、その温度を低下させると共に圧力を圧力Ｐ1に維持して点Ｄ２から点Ｆ１（第二サイクルＳ２における点Ｄ２と点Ａ１との間の点）の状態に変化し、そのエンタルピをｈｆに減少させる。なお、点Ｄ２から点Ｆ１の間の冷媒の状態は、過熱蒸気状態から飽和液状態に変化する。
　さらに、コンデンサ１１５から流出した冷媒がレシーバ１１６を経由した後にサブクーラ１１７で外気と熱交換を行う等圧冷却工程では、冷媒は、その温度をさらに低下させると共に圧力を圧力Ｐ1に維持して点Ｆ１から点Ａ１の状態に変化し、そのエンタルピをｈａに減少させる。なお、点Ｆ１から点Ａ１の間の冷媒の状態は、飽和液状態から過冷却液状態に変化する。
　上述のように、第二サイクルＳ２において冷却水ボイラ１１２で冷却水から冷媒が得るエンタルピΔｈｅ２は、第一サイクルＳ１において冷却水ボイラ１１２で冷却水から冷媒が得るエンタルピΔｈｅに対して大幅に増加しており、それにより、冷却水ボイラ１１２で冷媒が吸収する熱量も、第一サイクルＳ１よりも第二サイクルＳ２で大きく増大する。この冷却水ボイラ１１２での吸熱量の増大は、冷却水ボイラ１１２での冷媒の圧力（つまり、第一流路１の流路部１ａ～１ｄでの冷媒の圧力）を、温度Ｔｅでの冷媒の飽和蒸気圧Ｐｓｅ以下に制御することによって達成することができる。さらに、冷却水ボイラ１１２での冷媒の圧力を、飽和蒸気圧Ｐｓｅにできるだけ近くなるように高い圧力に制御することによって、膨張機１１４の上流側の流路部１ｄと下流側の流路部２ａとの間における冷媒の差圧を高く確保することができ、それにより、膨張機１１４において得られる回生エネルギー量を高く確保することができる。
　よって、冷却水ボイラ１１２で冷却水から冷媒が吸収する熱量を増大させると共に膨張機１１４で得られる回生エネルギー量を十分に確保するために、ＥＣＵ１４０は、冷却水ボイラ１１２での冷媒の圧力つまり第一流路１の流路部１ａ～１ｄでの冷媒の圧力の目標圧力を、温度Ｔｅの冷媒の飽和蒸気圧Ｐｓｅに基づき設定し、流量調整弁１３０を制御することによって上記冷媒の圧力が目標圧力となるように調節する。具体的には、ＥＣＵ１４０は、熱交換前の冷却水の温度Ｔｗと、冷却水と熱交換することで温度Ｔｅとなった冷媒が示す飽和蒸気圧Ｐｓｅとに基づき、冷媒の目標圧力を設定する。
　図１を参照すると、ＥＣＵ１４０は、冷却水温度センサ１３２が検出する冷却水温度と、予め記憶している冷媒温度及び飽和蒸気圧の関係とから、検出された冷却水温度を冷媒温度とする冷媒の飽和蒸気圧、つまり冷却水温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧を算出する。さらに、ＥＣＵ１４０は、算出した飽和蒸気圧から所定量の圧力Δｐを低下させた圧力を第一流路１の流路部１ａ～１ｄにおける冷媒の目標圧力と設定する。この圧力Δｐは、冷却水ボイラ１１２の熱交換容量、材料の熱伝導性等に起因する熱損失によって生じる、冷却水ボイラ１１２での熱交換前の冷却水温度Ｔｗと熱交換後の冷媒温度Ｔｅ（図２参照）との間の温度差ΔＴｅに対応して予め設定されているものであり、ＥＣＵ１４０に記憶されている。
　そして、本実施の形態ではエンジン１０と連結されたポンプ１１１の回転数を自在に制御することができないため、目標圧力の算出後、ＥＣＵ１４０は、流量調整弁１３０の開度を制御することによって、冷却水ボイラ１１２に流入する冷媒の流量を変更し、流路部１ｄの圧力センサ１３１の検出圧力が目標圧力となるように制御する。すなわち、ＥＣＵ１４０は、圧力センサ１３１の検出圧力が目標圧力よりも低い場合には、流量調整弁１３０の開度を減少させて流路部１ｄの冷媒流量を増加させることによって、流路部１ｄの冷媒圧力を上昇させる。また、ＥＣＵ１４０は、圧力センサ１３１の検出圧力が目標圧力よりも高い場合には、流量調整弁１３０の開度を増大させて流路部１ｄの冷媒流量を減少させることによって、流路部１ｄの冷媒圧力を低下させる。
　また、本実施の形態では、冷却水の温度領域によって目標圧力の算出方法を変更しており、この場合の目標圧力と冷却水温度センサ１３２が検出する冷却水温度との関係が図３のグラフに図示されている。図３のグラフは、縦軸を冷媒圧力（単位をＭＰａとする）とし、横軸を冷却水温度（単位を℃とする）とする直交座標系を有している。そして、目標圧力と冷却水温度との関係が、実線の折れ線グラフである目標圧力グラフＰｔで示され、冷却水温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧と冷却水温度との関係が、一点鎖線の目標飽和蒸気圧グラフＰｓｔで示されている。
　図１及び図３をあわせて参照すると、目標圧力グラフＰｔにおいて、冷却水温度ＴｗＬ１以上ＴｗＨ以下の範囲に対応する部位Ｐｔａは、目標飽和蒸気圧グラフＰｓｔを冷媒圧力の負方向（縦軸負方向）に圧力Δｐだけ平行移動させたものであり、さらに、本実施の形態では、目標飽和蒸気圧グラフＰｓｔを冷却水温度の正方向（横軸正方向）に温度ΔＴｅだけ平行移動させたものとも同一としている。よって、部位Ｐｔａの目標圧力は、上述の算出方法により設定されるものとなる。すなわち、部位Ｐｔａでの目標圧力は、冷却水温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧よりも所定圧力Δｐだけ低くしたものであり、冷却水温度の上昇に伴って上昇し且つ冷却水温度の低下に伴って低下し、冷却水温度と比例関係にある。
　そして、ＥＣＵ１４０は、冷却水温度センサ１３２が検出する冷却水温度が温度ＴｗＬ１以上ＴｗＨ以下の範囲にある場合、圧力センサ１３１の検出圧力が、目標圧力グラフＰｔ上の目標圧力となるように流量調整弁１３０を制御する。
　ここで、温度ＴｗＬ１は第一所定温度を構成し、温度ＴｗＨは第二所定温度を構成している。
　また、目標圧力グラフＰｔにおいて、冷却水温度ＴｗＬ１未満の範囲に対応する部位Ｐｔｂは、温度ＴｗＬでの冷媒の飽和蒸気圧ＰｓＬを目標圧力とするもので、目標圧力を一定とする水平な直線である。温度ＴｗＬは、温度ＴｗＬ未満の場合にエンジン１０の効率を低下させる低い冷却水温度として予め設定された温度であり、本実施の形態では６０℃としている。そして、温度ＴｗＬ１は、部位Ｐｔｂと部位Ｐｔａとの交点にあたる冷却水温度である。なお、温度ＴｗＬ１は、温度ＴｗＬに温度ΔＴｅを加えた温度ともなっている。
　そして、部位Ｐｔｂの温度領域では、ＥＣＵ１４０は、圧力センサ１３１の検出圧力が温度ＴｗＬでの冷媒の飽和蒸気圧ＰｓＬ未満とならないように、流量調整弁１３０を制御する。これにより、温度ＴｗＬ（６０℃）での冷媒の飽和蒸気圧ＰｓＬ以上の圧力を有することになる冷媒は常に、温度ＴｗＬ未満の冷却水と熱交換を行っても蒸発潜熱を含まず、冷却水から吸収する熱量を低く抑えることができる。よって、冷却水は、温度ＴｗＬ未満とならないように制御されることが可能である。
　具体的には、例えば、ＥＣＵ１４０が、圧力センサ１３１の検出圧力を温度ＴｗＬでの冷媒の飽和蒸気圧ＰｓＬとなるように一定に保持する制御を行う場合、冷却水温度は以下のように変動する。冷却水温度が低下して冷媒の飽和温度ＴｗＬを下回ると、下回った瞬間に冷媒が冷却水から吸収できる熱量が大幅に減少し、それにより、冷却水は、冷媒への放熱量が減少するため温度低下が止まり、温度上昇に転じる。温度上昇によって冷却水温度が冷媒の飽和温度ＴｗＬを上回ると、冷媒が吸収する熱量が増加し、再び冷却水温度が低下する。上述のような作用によって、冷却水は、冷媒の飽和温度ＴｗＬ以下に低下していかないように制御される。
　また、目標圧力グラフＰｔにおいて、冷却水温度ＴｗＨを超える範囲に対応する部位Ｐｔｃは、冷却水温度ＴｗＨに対応する冷媒の目標圧力ＰＨで、目標圧力を一定とする水平な直線である。冷却水温度ＴｗＨは、第一流路１の配管及び膨張機１１４に対して設定された上限圧力ＰＨに飽和蒸気圧が対応する冷却水の温度であり、本実施の形態では、サーモスタット２３が開き始める第一動作温度（９０℃）と同一になっている。
　そして、部位Ｐｔｃの温度領域では、ＥＣＵ１４０は、圧力センサ１３１の検出圧力が目標圧力ＰＨとなるように、流量調整弁１３０を制御する。これにより、第一流路１や膨張機１１４が異常高圧にさらされることを防止できる。
　また、上述では、ＥＣＵ１４０は、目標圧力を計算によって算出するように記載していたが、図３のグラフをマップとして記憶し、記憶したマップに基づき目標圧力を算出してもよい。
　上述のように、この発明の実施の形態に係るランキンサイクル１０１では、冷媒の循環路に、冷媒と冷却水とを熱交換する冷却水ボイラ１１２、冷媒と排気ガスとを熱交換する廃ガスボイラ１１３、冷媒を膨張させることによって駆動力を発生する膨張機１１４、冷媒を凝縮させるコンデンサ１１５、及び、冷媒を冷却水ボイラ１１２に移送するポンプ１１１が順次設けられている。ランキンサイクル１０１は、膨張機１１４の入口の冷媒の圧力を検出する圧力センサ１３１と、冷却水ボイラ１１２に流入する冷却水の温度を検出する冷却水温度センサ１３２と、膨張機１１４の入口の冷媒の圧力を調節するバイパス流路３及び流量調整弁１３０と、流量調整弁１３０を制御するＥＣＵ１４０とを備える。ＥＣＵ１４０は、冷却水温度センサ１３２によって検出される冷却水の温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧以下となる目標圧力を算出し、圧力センサ１３１によって検出される圧力が目標圧力となるように、流量調整弁１３０を制御する。なお、バイパス流路３及び流量調整弁１３０は、冷却水ボイラ１１２への冷媒の流入量を調節することによって、膨張機１１４の入口の冷媒の圧力を調節する。
　このとき、ランキンサイクル１０１では、冷却水ボイラ１１２で冷却水と熱交換を行う冷媒の圧力は、冷却水の温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧以下の目標圧力になるように制御されるため、冷却水との熱交換後の冷媒の熱量は、その蒸発潜熱を含んだ大きい熱量となる。一方、冷媒の圧力を冷却水の温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧よりも大きくなるように制御すると、冷却水との熱交換後の冷媒の熱量は、その蒸発潜熱を含まない小さい熱量となる。よって、ランキンサイクル１０１は、上述のように冷却水の温度と冷媒の圧力とを関連付けて制御することで、冷却水ボイラ１１２における冷却水から冷媒が吸収する熱量を増大することを可能にする。
　さらに、ランキンサイクル１０１における上述の冷媒圧力の制御では、冷却水温度の上昇に伴って上昇する、冷却水温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧に合わせて、冷媒の目標圧力を上昇させるように設定することができるため、冷却水温度の上昇に伴って冷却水ボイラ１１２の冷媒流量を増加させることができる。よって、冷却水ボイラ１１２では、冷却水温度の上昇に合わせて冷却水からの冷媒の吸熱量を増大させ、冷却水の温度上昇を抑えることができる。
　また、ランキンサイクル１０１において、バイパス流路３は、ポンプ１１１から冷却水ボイラ１１２に向かう冷媒の流路部１ａを、膨張機１１４からポンプ１１１に向かう冷媒の第二流路２に連通する。これによって、冷却水ボイラ１１２及び廃ガスボイラ１１３で加熱された冷媒は全て、膨張機１１４に流入するため、冷却水ボイラ１１２及び廃ガスボイラ１１３で取得した冷媒の熱エネルギーは、途中で廃棄されることなく膨張機１１４で膨張エネルギーに変換されて利用されることができる。従って、ランキンサイクル１０１は、冷却水ボイラ１１２及び廃ガスボイラ１１３で取得した熱エネルギーを効率的に利用することを可能にする。さらに、加熱される前の密度が高い冷媒が流通するバイパス流路３では、その直径及び流量調整弁１３０が小さくても必要な冷媒の流量を確保することができるため、バイパス流路３及び流量調整弁１３０の小型化を図ることが可能になる。
　さらに、ランキンサイクル１０１において、バイパス流路３は、流路部１ａを、膨張機１１４からポンプ１１１に向かう冷媒の第二流路２におけるコンデンサ１１５とポンプ１１１との間の流路部２ｂに接続する。これにより、バイパス流路３を流通する冷媒は、コンデンサ１１５の下流に流入するため、コンデンサ１１５での圧損を増加させず、膨張機１１４とコンデンサ１１５との間の流路部２ａにおける冷媒の圧力の上昇を抑えることができる。よって、膨張機１１４の上流側の流路部１ｄと下流側の流路部２ａとの間における冷媒の差圧を高く確保することができるため、膨張機１１４で得られる回生エネルギーを十分に確保することが可能になる。また、コンデンサ１１５とサブクーラ１１７との間に接続するバイパス流路３は、流路部１ａをサブクーラ１１７及びポンプ１１１の間の流路部２ｄにバイパスさせた場合に発生するポンプキャビテーション（冷媒の泡立ち）を防ぐことができる。また、コンデンサ１１５とポンプ１１１との間に接続するバイパス流路３は、流路部１ａを膨張機１１４及びコンデンサ１１５の間の流路部２ａにバイパスさせた場合に起こるコンデンサ１１５への流入冷媒の温度低下を防ぐことができ、流入冷媒の温度低下によるコンデンサ１１５での放熱量の低下を抑えることが可能になる。このコンデンサ１１５での放熱量の低下は、第二流路２の圧力を上昇させ、膨張機１１４の上流側の流路部１ｄと下流側の流路部２ａとの間における冷媒の差圧を低下させることとなり、膨張機１１４で得られる回生エネルギーを低下させる。
　また、ランキンサイクル１０１において、ＥＣＵ１４０は、冷却水温度センサ１３２によって検出される冷却水温度が第一所定温度ＴｗＬ１（ＴｗＬ１＝ＴｗＬ［６０℃］＋ΔＴｅ）未満の場合、圧力センサ１３１によって検出される圧力が第一所定温度ＴｗＬ１に対応する目標圧力ＰｓＬ（温度ＴｗＬでの冷媒の飽和蒸気圧）以上となるように、流量調整弁１３０を制御する。これによって、冷却水の温度が温度ＴｗＬ未満とならないように制御することが可能になる。
　また、実施の形態では、冷却水温度が第一所定温度ＴｗＬ１（ＴｗＬ１＝ＴｗＬ［エンジン１０の効率が低下する冷却水温度で６０℃］＋ΔＴｅ）未満の場合、ＥＣＵ１４０は、目標圧力を温度ＴｗＬ（６０℃）での冷媒の飽和蒸気圧ＰｓＬとし、圧力センサ１３１の検出圧力が飽和蒸気圧ＰｓＬ以上或いは飽和蒸気圧ＰｓＬとなるように、流量調整弁１３０を制御していたが、これに限定されるものでない。
　冷却水温度が第一所定温度ＴｗＬ１未満の場合、ＥＣＵ１４０は、目標圧力を、冷却水温度の低下に伴って温度ＴｗＬでの冷媒の飽和蒸気圧ＰｓＬから上昇させるように設定し、圧力センサ１３１の検出圧力が目標圧力となるように、流量調整弁１３０を制御してもよい。このような制御をしても、冷媒は、冷却水温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧よりも大きい圧力を有するため、冷却水ボイラ１１２での熱交換で冷却水から吸収する熱量に蒸発潜熱を含ないものとすることができる。
　また、図４に示すように、ＥＣＵ１４０は、第一所定温度ＴｗＬ１を境界として冷却水温度に関する目標圧力の設定を変更する制御を備えず、目標圧力グラフＰｔの部位Ｐｔｂの目標圧力を、部位Ｐｔａと同様にして冷却水温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧に基づく目標圧力としてもよい。
　また、ＥＣＵ１４０は、冷却水の温度ＴｗＬに対応する冷媒の飽和蒸気圧ＰｓＬを目標圧力の下限値として備え、圧力センサ１３１によって検出される圧力が、飽和蒸気圧ＰｓＬを下回らないように、流量調整弁１３０を制御してもよい。このような制御をしても、冷媒は、冷却水温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧よりも大きい圧力を有するため、冷却水ボイラ１１２での熱交換で冷却水から吸収する熱量を、蒸発潜熱を含まずに低く抑えることができる。
　また、図５に示すように、冷却水温度が第一所定温度ＴｗＬ１（ＴｗＬ１＝ＴｗＬ［６０℃］＋ΔＴｅ）未満の場合、ＥＣＵ１４０は、温度ＴｗＬ（６０℃）での冷媒の飽和蒸気圧ＰｓＬよりも大きい一定の圧力を目標圧力とし、圧力センサ１３１の検出圧力が目標圧力となるように、流量調整弁１３０を制御してもよい。このような制御をしても、冷媒は、冷却水ボイラ１１２での熱交換で冷却水から吸収する熱量を、蒸発潜熱を含まずに低く抑えることができる。
　また、図４に示すように、ＥＣＵ１４０は、第二所定温度ＴｗＨ（９０℃）を境界として冷却水温度に関する目標圧力の設定を変更する制御を備えず、目標圧力グラフＰｔの部位Ｐｔｃの目標圧力を、部位Ｐｔａと同様にして冷却水温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧に基づく目標圧力としてもよい。
　また、実施の形態では、ＥＣＵ１４０は、流量調整弁１３０を使用してバイパス流路３の流路断面積を調節することによって、圧力センサ１３１の検出圧力（冷却水ボイラ１１２に流入する冷媒の圧力）を調節していたが、これに限定されるものでない。
　図６に示すように、ランキンサイクル２０１のポンプ１１１の駆動軸１１９がエンジン１０と連結されない場合、実施の形態のオルタネータ１１８をモータ及び発電機の機能を有するモータジェネレータ２１８としてもよい。このとき、ＥＣＵ１４０は、モータジェネレータ２１８が駆動する駆動軸１１９の回転数を制御することによって、ポンプ１１１及び膨張機１１４の回転数を調節し、圧力センサ１３１の検出圧力を調節してもよい。
　また、図６において、ポンプ１１１とモータジェネレータ２１８との間の駆動軸１１９にクラッチを介在させる等して、ポンプ１１１と膨張機１１４とが個別に動作する場合は、ポンプ１１１を電動としてポンプ１１１への電力を制御することによってその回転数を調節する、又は、モータジェネレータ２１８の回転を制御して膨張機１１４の回転数を調節し、それにより圧力センサ１３１の検出圧力が調節されてもよい。
　また、図７に示すランキンサイクル３０１のように、ポンプ１１１はエンジン１０と連結されず、モータ３２２によって駆動されてもよい。ＥＣＵ１４０は、モータ３２２の回転数を制御することによって、ポンプ１１１の回転数を調節し、圧力センサ１３１の検出圧力を調節できる。このとき、膨張機１１４は、その駆動軸１１４ａと、エンジン１０によって回転駆動されるプーリ１１９ｂとを電磁クラッチ１１９ａを介して連結させ、さらに、オルタネータ１１８が駆動軸１１４ａを共有している。
　また、図８に示すランキンサイクル４０１のように、ポンプ１１１がオルタネータ１１８及び膨張機１１４と連結されずにプーリ１１９ｂとのみ連結され、膨張機１１４とオルタネータ１１８とが駆動軸１１４ａによって連結されるようにしてもよい。このとき、ＥＣＵ１４０は、オルタネータ１１８の負荷を変更することによって、膨張機１１４の回転数を調節し、圧力センサ１３１の検出圧力を調節できる。
　また、膨張機１１４を、その吸入容積を任意に変更可能なものとしてもよい。吸入容積を変更することで、膨張機１１４が移送する冷媒の流量（体積流量）が変更され、それによって、膨張機１１４の上流側流路の冷媒圧力が変更されるため、圧力センサ１３１の検出圧力を調節できる。
　また、実施の形態のランキンサイクル１０１において、バイパス流路３は、第一流路１の流路部１ａを第二流路２の流路部２ｂに連通していたが、これに限定されるものでない。バイパス流路３は、第二流路２に対して、流路部２ａ、２ｃ及び２ｄのいずれと接続されてもよい。
　また、実施の形態のランキンサイクル１０１において、バイパス流路３は、複数あってもよい。
　また、実施の形態のランキンサイクル１０１は、冷却水ボイラ１１２及び廃ガスボイラ１１３の２つの熱交換器を備えていたが、これに限定されるものでなく、３つ以上備えていてもよい。ランキンサイクル１０１は、エアコンディショナの冷媒とランキンサイクル１０１の冷媒との熱交換器を備えていてもよく、ハイブリッドカーにおいて使用されるモータの冷却水とランキンサイクル１０１の冷媒との熱交換器を備えていてもよい。このとき、これらの熱交換器及び冷却水ボイラ１１２のうちから選択した熱交換器の熱媒体の温度に対応する冷媒の飽和蒸気圧以下となる目標圧力を設定し、目標圧力に基づき第一流路１の冷媒の圧力を制御することによって、選択された熱交換器における冷媒の吸熱量を大きくすることができる。
　３　バイパス流路（圧力調整手段）、１０ａ　エンジン駆動軸（動力伝達機構）、１０ｂ　エンジンプーリ（動力伝達機構）、１０ｃ　駆動ベルト（動力伝達機構）、１０１，２０１，３０１，４０１　ランキンサイクル、１１１　ポンプ（流体圧送装置）、１１２　冷却水ボイラ（第一熱交換器）、１１３　廃ガスボイラ（第二熱交換器）、１１４　膨張機（流体膨張器）、１１５　コンデンサ（凝縮器）、１１９　駆動軸（動力伝達機構）、１１９ａ　電磁クラッチ（動力伝達機構）、１１９ｂ　プーリ（動力伝達機構）、１３０　流量調整弁（圧力調整手段）、１３１　圧力センサ（圧力検出器）、１３２　冷却水温度センサ（温度検出器）、１４０　ＥＣＵ（制御装置）。

Claims (8)

  1. 　作動流体の循環路に、作動流体と低温側熱媒体とを熱交換する第一熱交換器、作動流体と高温側熱媒体とを熱交換する第二熱交換器、作動流体を膨張させることによって駆動力を発生する流体膨張器、作動流体を凝縮させる凝縮器、及び、作動流体を前記第一熱交換器に移送する流体圧送装置が順次設けられたランキンサイクルにおいて、
    　前記流体膨張器の入口の作動流体の圧力を検出する圧力検出器と、
    　前記第一熱交換器に流入する低温側熱媒体の温度を検出する温度検出器と、
    　前記流体膨張器の入口の作動流体の圧力を調節する圧力調整手段と、
    　前記圧力調整手段を制御する制御装置とを備え、
    　前記制御装置は、前記温度検出器によって検出される低温側熱媒体の温度に対応する作動流体の飽和蒸気圧以下となる目標圧力を算出し、前記圧力検出器によって検出される圧力が前記目標圧力となるように、前記圧力調整手段を制御するランキンサイクル。
  2. 　前記圧力調整手段は、前記第一熱交換器への作動流体の流入量を調節することによって、作動流体の圧力を調節する請求項１に記載のランキンサイクル。
  3. 　前記圧力調整手段は、
    　前記流体圧送装置から前記第一熱交換器に向かう作動流体の流路を、前記流体膨張器から前記流体圧送装置に向かう作動流体の流路に連通するバイパスと、
    　前記バイパスにおける作動流体の流量を調節可能な流量調整弁とである請求項２に記載のランキンサイクル。
  4. 　前記バイパスは、前記流体膨張器から前記流体圧送装置に向かう作動流体の流路における、前記凝縮器と前記流体圧送装置との間に接続する請求項３に記載のランキンサイクル。
  5. 　前記制御装置は、前記温度検出器によって検出される低温側熱媒体の温度が第一所定温度未満の場合、前記圧力検出器によって検出される圧力が前記目標圧力よりも高くなるように、前記圧力調整手段を制御する請求項１～４のいずれか一項に記載のランキンサイクル。
  6. 　前記制御装置は、前記温度検出器によって検出される低温側熱媒体の温度が第一所定温度未満の場合、前記圧力検出器によって検出される圧力が前記第一所定温度に対応する前記目標圧力以上となるように、前記圧力調整手段を制御する請求項１～４のいずれか一項に記載のランキンサイクル。
  7. 　車両に搭載される請求項１～６のいずれか一項に記載のランキンサイクルにおいて、
    　前記流体圧送装置は、動力伝達機構を介して互いの駆動力を伝達可能に車両のエンジンに連結されるランキンサイクル。
  8. 　前記流体圧送装置と前記流体膨張器とは、駆動軸を共有する請求項１～７のいずれか一項に記載のランキンサイクル。
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